机械设计课程设计用于带式运输机上的单级圆锥齿轮减速器.doc

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1、机械设计课程设计 班级：金属122班 姓名： 学号：150512219 指导老师： 日期：2015.5.23 目录设计任务书（注明题号，其他任务须将任务书附上）；一、前言二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算三、传动零件的设计计算四、轴的设计计算及校核五、键联接的选择和计算六、滚动轴承的选择和计算七、传动（带轮、齿轮）零件结构设计八、联轴器的选择九、箱体设计及说明十、润滑和密封的选择十一、减速器附件的选择及说明十二、设计小结十三、参考资料课程设计 任务书一 设计题目：设计一用于带式运输机上的单级圆锥齿轮减速器给定数据及要求已知条件：运输带工作拉力F=6kN；运输带工作速度v=1.3m/

2、s（允许运输带速度误差为5%）；滚筒直径D=400mm；两班制，连续单向运转，载荷较平稳。环境最高温度350C；小批量生产。 二 应完成的工作1. 减速器装配图1张；2. 零件工作图2张（从动轴）；3. 设计说明书1份。123456789104.5 5 .27.36 .48.26.52.12.42.62.70.60.510.430.370.420.451.31.51.61.1400385383351399376390400480370 第一章 前言工作条件如下：工作班制两班制载荷条件比较平稳工作温度35生产批量小批量生产原始数据：参数数值运输带工作拉力F=8.2KN运输带工作速度V=0.42m

3、/s滚筒直径D=399mm第二章电动机的选择及传动装置的运动和 动力参数计算 设计内容计算及说明 结果 电动 机的 选择 1.电动机类型和结构的选择： 选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，具有适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2.电动机所需功率：确定从电动机到工作机之间的总效率为，设分别为带传动，滚动轴承，圆锥齿轮，联轴器，滚筒的效率。查参考文献【2】表1.15得各传动效率由以上数据得总效率：=0.96*0.99*0.97*0.99*0.97=0.8676=8200*0.42/（1000*0.86

4、76）=3.97KW3. 确定电动机的额定效率因载荷平稳，连续运转，电动机的额定功率略大于查参考文献【2】表10.2.1得Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为设计内容计算及说明 结果4. 确定电动机转速（1） 滚动轴工作转速n=20.1r/min(2) 传动比齿轮查参考文献【2】表1.16给定的传动比范围=i=26V带传送比范围i=27 总的传动比范围为i=412(3) 电动机的转速范围n=(442)*20.1r/min=(80.4844.2)r/min5. 初定方案根据额定功率和转速，查参考文献【2】电动机型号额定功率/kw满载转速/（r/min)最大转矩堵转转矩质量/Kg额定

5、转矩额定转矩Y160M1-847202.02.0118中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FG160605（167.5+265）*385254*2101542*11012*37n=20.1r/mini=442n=(80.4844.2)r/min设计内容计算及说明 结果传动装置的运动和动力参数计算1传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配总传动比i=n720/20.1=364， 所以合适。分配各级传动比根据参考文献【2】表1.16，选取圆锥齿轮传动比为6，因此i=36/6=6.2各轴的转速和功率电动机轴:n=n=720r/m

6、in轴：n=n720/6=120r/min=120/6=20r/min卷筒轴：验算带速：V=3.14*n/(1000*60)=3.14*399*20/(1000*60)=0.418m/s误差=0.47%-5% ， 所以合适。计算各轴的功率：电动机轴：P3.97Kw轴: P=P*=3.81Kw:P=3.81*0.99*0.97=3.62Kw卷筒轴：P=3.62*0.99*0.99*0.97=3.45Kw3. 计算各轴的输入转矩：电动机轴：T9550*P/n=9550*3.97/720=52.66(N.m)轴:T=9550*P=9550*3.81/120=303.21(N.m):T=9550*3.

7、62/20=1728.55(N.m)卷筒轴：T=9550*P/n=9550*3.45/20=1647.38(N.m)运动和动力参数轴卷筒轴转速（r/min）1202020输入功率（Kw）3.813.623.45输入扭矩(N.m)303.211728.551647.38传动比(i)66效率()0.960.950.95i=366i=6.n=120r/minn=20r/minn=20r/minP3.97Kw P=3.81KwP=3.62KwP=3.45KwT52.66(N.m)T=303.21(N.m)T1728.55(N.m)T=1647.38(N.m)第三章 传动零件的设计计算设计内容计算及说明

8、 结果皮带轮传动的设计计算选择普通V带因为带轮为两班制，所以每天工作16小时，参考文献【1】表8-8，选取工况系数K=1.2，所以P=P*K=3.97*1.2=4.76Kw选择V带类型根据P，n,查参考文献【1】图8-11在A，B型区域，选B型V带确定带轮基准直径d,并验算带速初选小带轮基准直径d查参考文献【1】表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径d=140mm,验算带速v=5.28m/s,故带速合适。P=4.76KwK=1.2选B型V带d=140mm,V=5.28m/s设计内容计算及说明 结果计算大带轮直径d=d*i=140*6=840mm根据文献【1】表8-9，取标准值d=800mm初选

9、中心距根据得0.7*（140+800）2*（140+800）初定a=800mm初选基准长度=2*800+*(140+800)+/(4*800)=3211.93mm查参考文献【1】表8-2的带基准长度L=3200mm计算实际中心距aa=800+(3200-3211.93)/2=794mma=794.04-0.015*3200=746.04mmaa+0.03L=794.04+0.03*3200=890.04mm所以中心距的实际变化范围为746.04mm890.04mm验算小带轮包角=-（）=120计算单根V带额定功率P由，查文献【1】d=800mma=800mmL=3200mma=794mma=7

10、46.mma=890mm=设计内容计算及说明 结果表8-4得P=1.64Kw,根据，和B型带。查文献【1】表8-5得查文献【1】查表8-6得，=0.88，查文献【1】查表8-2得=1.07，于是P=（P+）*=（1.64+0.22）*0.88*1.07=1.75Kw计算V带根数ZZ=2.72，圆整根数为3根。计算轴上压力1. 确定单根V带的初拉力由文献【1】表8-3得B型带的单位长度质量q=0.170Kg/m，所以F=500*=281N2. 计算轴上压力F=2*3*281*sin=1552N主要设计结论选用B型普通V带3根，带基准长度L=3200mm带轮基准直径d=140mm，d=800mm，

11、中心距控制在a=746.04mm890.04mm,单根带初拉力F=281NP=1.64Kw,=0.88=1.07P=1.75KwZ=3F=281NF设计内容计算及说明 结果 齿轮 传动 的设 计计 算（1） 选择齿轮类型，材料及精度等级根据传动方案和设计要求可初选为直齿圆锥齿轮根据文献【1】表10-6，传送带为一般工作机器选8级精度.材料选择，根据文献【1】表10-1，选择小齿轮为40Cr(调质)，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。确定齿数选小齿轮齿数Z=24，大齿轮齿数Z=iZ=24*6=144(2) 按齿数接触疲劳强度设计(3) 有文献【1】式10-1

12、1试算小齿轮分度圆直径，即1） 确定公式中的个参数值试选K=1.3计算小齿轮传递的转矩T=9.55*10P/n=9.55*10*3.81/120=3.032*10(N.mm)查参考文献【1】选取齿宽系数=0.25查文献【1】图10-20查得区域系数Z查文献【1】表10-5查得材料的弹性影响系数Z=189.8Mpa计算接触疲劳许用应力.查文献【1】由图10-25d小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，由下式计算应力循环次数：N=60n=60*120*1*(2*8*300*5)=1.728*10Z=24Z=144K=1.3T=3.032*10(N.mm)Z=189.8MpaMPaMPaN=1.728

13、*10设计内容计算及说明 结果N=N/i=5.184*10/6=2.88*10由图10-23查取接触疲劳寿命系数K取失效概率为1%,安全寿命系数S=1，由下式（10-14）得=540MPa=523MPa取中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即 =523MPa2） 试算小齿轮分度圆直径=104.159mm（2） 调整分度圆直径1） 计算实际载荷系数前的数据准备。2） 圆周速度vd104.159*(1-0.5*0.25)=91.139mmv=0.573m/s当量齿轮的齿宽系数b=0.25*104.159*/2=79.197mm=b/d=79.197/91.139=0.8692) 计算实际载荷

14、系数K查文献【1】表10-2使用系数K=1N=8.64*10=523MPad=104.159mmd=91.139mmv=0.573m/sb=79.197mm=0.869K=1设计内容计算及说明 结果根据v=0.533m/s,9级精度（降低一级精度），查文献【1】图10-8得动载系数K=1.05直齿锥齿轮的精度较低，取齿间载荷分配系数K=1查文献【1】表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮悬臂布置，得齿向载荷分布系数K1.784由此，得到实际载荷系数K=1*1.05*1*1.784=1.8733) 由下式可得按实际载荷分布系数算得的分度圆直径为d=d=104.159*=117.642mm3. 按

15、齿根弯曲疲劳强度设计m1)确定公式内个参数的数值初选K=1.3R=0.25计算由分锥角=9.462和=90-9.462=80.538，可得当量齿数z=z=24/cos(9.462)=24.33z=z=144/cos(80.538)=875.947查文献【1】由图10-17查得齿形系数YK=1.05K=1K1.784K=1.873d=117.642mmK=1.3R=0.25z=24.33z=875.947设计内容计算及说明 结果查文献【1】由图10-18查得应力修正系数Y查文献【1】由图10-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为，。查文献【1】由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯

16、曲疲劳安全系数S=1.7，由下式得=250MPa=197MPa=0.0165=0.0199因为，所以=0.01992） 试算模数m=2.269mm(2) 调整齿轮模数1） 计算实际载荷系前的数据准备。圆周速度vd=mz=2.269*24=54.456mmYY=0.0199m=2.269mm设计内容计算及说明 结果d=d(1-0.5)=54.456*(1-0.5*0.25)=47.649mmv=dn/601000=0.2992m/s齿宽bb=d=0.25*54.456*=41.405mm2) 计算实际载荷系数K根据v=0.2992m/s,9级精度，查文献【1】表10-8查得动载系数K=1.02直

17、齿锥齿轮的精度较低，取齿间载荷分配系数K=1查文献【1】表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮悬臂布置，得齿向载荷分布系数K1.772于是K=1.772由此，得到实际载荷系数K=1*1.02*1*1.772=1.8073）由下式可得按实际载荷分布系数算得的齿轮模数为m=m=2.269*=2.532mm按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2.5mm,按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d=117.642mm,算出小齿轮齿数z=d/m=117.642/2.5=47取z=47，则大齿轮z=i*z=6*53=2824. 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d=zm=47*2.5=117.5

18、d=zm=282*2.5=705v=0.2992m/sb=41.405mmK=1.02K=1.772K=1.807m=2.532mmz=47z=282d=117.5mmd=705mm设计内容计算及说明 结果(2) 计算分锥角=9.462和=90-9.462=80.538（3） 计算齿轮宽度b=d=0.25*117.5*=89.34mm取b=89.34mm5. 主要设计理论齿数z=47，z=282，分度圆直径d=117.5，d=705，模数m=2.5，压力角=20，变为系数x=0,分锥角 =9.462， =80.538，齿宽b=89mm，小齿轮选用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢（调质）齿轮精

19、度8级设计。=9.462=80.538b=89.34mm第四章 轴的设计计算及校核设计内容计算及说明 结果轴的设计计算输入轴的设计计算齿轮机构参数如下表zm齿宽242.51b=89mm1. 求输入轴上的功率P,转速n和转矩T前面已经求得P=3.81Kw PP=3.81*0.99=3.77Kw n=120r/min T=303.21(N.m)输出转矩： T= T=303.21*0.99=300180（N.mm）2. 求作用在小齿轮上的力因为分度圆直径d=117.5mm圆周力F=5109.44N径向力F=Ftancos=5109.44*tan20cos9.462=1834.4N轴向力F=Ftans

20、in=5109.44*tan20sin9.462=305.71N3. 初步确定轴的最小直径先按下式初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A=120dA0 =120=37.86mmF=5109.44NF=1834.4NF=305.71Nd=37.86mm设计内容计算及说明 结果输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d,为了是所选轴的直径d与联轴器的孔径相适应，故需选择联轴器型号。联轴器计算转矩T=K，查文献【1】表14-1考虑转矩变化很小，故取K=1.3T=K=1.3*300180=390234（N.mm）按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查文献【2】表6

21、.6.1选用选用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径d=38mm,故取d=38mm,T=K=1.3*300180=390234（N.mm）选用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径d=38mm,故取d=38mm,半联轴器的长度82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm4、轴的结构设计1)单级减速器中可将输入轴的圆锥齿轮做成悬臂结构，安排在箱体一侧，有螺纹固定在输入轴的左起第六段；两轴承正装在齿轮的右侧，两轴承外圈分别以套杯和套筒定位，内圈以轴肩定位；齿轮、联轴器与轴周向用平键连接。草图如下所示 2）确定轴各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，在-轴段右端需要一轴肩，故取-段的直径d

22、=46mm,左端用挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径为50mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，为了保证轴T=390234（N.mm）d=38mmL=60mmd=46mm设计内容计算及说明 结果端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以，-段的长度应比L略短一些，现取l=58mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，查文献【2】表7.3.4，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d=46mm,由轴承产品目录中初步选定选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸dDT=509021.75，那么-段的直径为d=d= 50mm，长度为l=l=22mm

23、; -为光轴段为滚动轴承定位的轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d=58mm，长度取l= 66mm取轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器及轴承端盖的机构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm,故取l=45mm.取安装齿轮处的轴段-的直径d=42mm,齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为89mm，为了使轴端挡圈可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于套筒和轮毂的宽度之和，l=35mm。(3) 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d 查文献【1】表6-1查得平键截面b*h=10mm*8

24、mm,键槽用键槽铣刀加工，长为20mm,同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为10*8*50，半联轴器与轴的配合为（4） 确定轴上圆角和倒角的尺寸(见设计图)l=58mmd=46mmd=d= 50mml=l=22mml= 66mmd =58mml=45mmd=42mml=35mm设计内容计算及说明 结果轴的校核计算5求轴上的载荷首先根据文献【1】轴的结构图（15-26）做出轴的计算简图如下图。在确定轴承支点的位置时，应从文献【2】中查取a=20mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距即两轴承之间的距离为106mm.根据轴的计算简图做出

25、轴的弯矩图和扭矩图从轴的结构简图设计内容计算及说明 结果轴的校核计算载荷水平面H垂直面支反力FF=2651NF=7760NF=1121NF=2955N弯矩MM281006N.mmM=118826N.mm总弯矩M=305097N.mm扭矩TT=300180N.mm以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M，M及M的值列于下表6. 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩（即危险截面C）的强度。根据下式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力= =24.8MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理

26、，由文献【1】表15-1查得【】=60MPa。因此。故安全。设计内容计算及说明 结果7.精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面A， ，,B只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A， ，,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面C虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），故截面C也不必校核。截面C左端轴径较大。也不必校核。所以该轴只需校核截面C右端齿轮左端即可。（2） 截面C右端齿轮左端抗弯截面系数 W=0.1d=0.1*(42)=7408.8mm抗扭截面系

27、数 W=0.2d=0.2（42）=14817.6mm截面C右端齿轮左端 M=305097*=238771N.mm截面C右端齿轮左端 T=300180N.mm截面上的弯曲应力 =32MPa截面上的扭转切应力20MPa轴的材料为45钢，调质处理。查文献【1】表15-1查得=640MPa,截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按文献【1】附表3-2查取。因=0.032=50/42=1.19查文献【1】图3-1可得轴的材料的敏性系数为 =0.84故有效应力集中系数按下式为 M=238771N.mm32MPa20MPa=0.84设计内容计算及说明 结果k1+q1+0.8(2.09-1)=1.872k(-

28、1)=1+0.84(1.66-1)=1.554查文献【1】附图3-2得尺寸系数=0.72，图3-3得扭转尺寸系数=0.85轴按磨削加工，查文献【1】图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即=1，则按下式得综合计算为 =1.872/0.72+1/0.92-1=2.68-1=1.91又由3-1及3-2得碳钢的特性系数为 取 取于是，计算安全系数S值，由下式得=3.2=8S= 3S=1.5故可知安全。 k1.872k1.5542.681.91第五章 键联接的选择和计算设计内容计算及说明 结果键联接的选择和计算1.高速轴段有两处需要键连接，其一为半联轴器与轴端的连接，由第四章知半联轴器与轴的连接

29、，选用平键为10*8*56的C型圆头普通平键， p=2T103/(kld)=2*303.21*1000/(0.5*8*40*38)=86.7MPa R =110Mpa,2.连接 小锥齿轮处，选用平键为12*8*20的A型源头普通平键，p=2T103/(kld)=2*303.21*1000/(0.5*8*8)=4.6 MPaP1,故计算P2就可以了。 设计内容计算及说明 结果（3）选择轴承型号选择型号为30210的圆锥滚子轴承查表得：Cr=73.3kN=32680524000h预期寿命足够此轴承合格第七章 传动零件结构设计设计内容计算及说明 结果 带轮和齿轮的结构设计1. 带轮尺寸设计（见第三章

30、）2. 齿轮尺寸设计节锥距 R=m=2.5/=357mm分锥角 =9.462， =80.538大端齿顶圆直径 da1= d1+2mcos1=117.5+2*2.5*0.98=122mm da2= d2+2mcos2=705+2*2.5*0.16=706mm齿根圆直径 df1 =d1 - 2.2mcos1=117.5-2.2*2.5*0.98=112mm df2= d2 - 2.2mcos2=706-2.2*2.5*0.16=705.2mmh=m=2.5h=1.2m=1.2*2.5=3第八章 联轴器的选择设计内容计算及说明 结果联轴器的选择在选择轴时，已对联轴器计算转矩T=K，查文献【1】表14

31、-1考虑转矩变化很小，故取K=1.3T=K=1.3*300180=390234（N.mm）按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查文献【2】表6.6.1选用选用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径d=38mm,选用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径d=38mm, 第九章 箱体设计及说明设计内容计算及说明 结果箱体设计及说明1.箱体的设计箱体的选择 箱体有铸造箱体和焊接箱体两种。前者刚性较好，外形美观，易于切削加工，能吸收振动和消除噪声，但重量大，适用于批量生产。后者针对于单体或小批量生产的箱体，采用钢板和焊接而成，箱体壁薄，重量小，材料省，生产周期短但技术含量高。本题传动有轻微振动，考

32、虑到技术性能而采用铸造箱体。2. 箱体的结构尺寸名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df12轴承旁联结螺栓直径d110机盖与机座联接螺栓直径d28连接螺栓d2的距离l轴承端盖螺钉直径d36窥视孔盖螺钉直径d46df d1 d2至外机臂的距离c118、16、13df d2至凸缘边缘的距离c216、14定位销直径d14轴承旁凸台半径R116凸台高度h据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l140, 35, 42大齿轮顶圆与内机壁距离116齿轮端面与内机壁距离215机盖、机座肋厚m1 ,m27

33、， 7轴承端盖外径D2100, 110轴承端盖凸缘厚度t7轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2第十章 润滑和密封的选择设计内容计算及说明 结果润滑和密封的选择1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池

34、底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十一章 减速器附件的选择及说明设计内容计算及说明 结果减速器附件1窥视孔2通气器 一件 Q235A3轴承盖 四件 HT2004. 定位销 两件 销GB117-86-B10305. 油面指示装置 选用油标6. 油塞 一件 Q235A M161.57. 起盖螺钉 两件 Q235A 螺栓GB5783-86-M10258. 起吊装置 两件 Q235A 螺栓GB825-88-M10十二章 设计小结 通过这次为期一周多的课程设计，我了解了这个专业的今后工作的方向，我觉得这种课程设计可以在学期中多做，如果在时间充裕的情况下我们可以更加认真，完美的完成设计，而且可以从多方面锻炼我们的能力。对于这次课程设计我有以下认识。我慢慢开始认识到大学知识都是连贯的，只要其中有不懂的，你就会在课程设计中犯错误，